带式输送机传动装置设计

一、 设计题目：二级斜齿轮减速器

1． 要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。

2． 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用6年，运输带允许误差5%。

3． 知条件：运输带卷筒转速 ，

减速箱输出轴功率 马力，

二、 传动装置总体设计：

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

三、 选择电机

1. 计算电机所需功率 ： 查手册第3页表1-7：

－带传动效率：0.96

－每对轴承传动效率：0.99

－圆柱齿轮的传动效率：0.96

－联轴器的传动效率：0.993

—卷筒的传动效率：0.96

说明：

－电机至工作机之间的传动装置的总效率：

2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=2 .5

二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 40所以电动机转速的可选范围是：

符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000

根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：

方案 电动机型号 额定功率 同步转速

r/min 额定转速

r/min 重量 总传动比

1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11

2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79

3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53

4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：

额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB

4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280

四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：

总传动比：

分配传动比：取 则

取 经计算

注： 为带轮传动比， 为高速级传动比， 为低速级传动比。

五 计算传动装置的运动和动力参数：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴

——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

1. 各轴转速：

2各轴输入功率：

3各轴输入转矩：

运动和动力参数结果如下表：

轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min

输入 输出 输入 输出

电动机轴 3.67 36.5 960

1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86

2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68

3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1

4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1

六 设计V带和带轮：

1.设计V带

①确定V带型号

查课本 表13-6得： 则

根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5，选择A型V带，取 。

查课本第206页表13-7取 。

为带传动的滑动率 。

②验算带速： 带速在 范围内，合适。

③取V带基准长度 和中心距a：

初步选取中心距a： ，取 。

由课本第195页式（13-2）得： 查课本第202页表13-2取 。由课本第206页式13-6计算实际中心距： 。

④验算小带轮包角 ：由课本第195页式13-1得： 。

⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：

查课本第203页表13-3由内插值法得 。

EF=0.1

=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查课本第202页表13-2得 。

查课本第204页表13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.009

=0.95+0.009=0.959

则

取 根。

⑥求作用在带轮轴上的压力 ：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：

作用在轴上压力：

。

七 齿轮的设计：

1高速级大小齿轮的设计：

①材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。

②查课本第166页表11-7得： 。

查课本第165页表11-4得： 。

故 。

查课本第168页表11-10C图得： 。

故 。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 ，取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得：

考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取

则 取

实际传动比：

传动比误差： 。

齿宽： 取

高速级大齿轮： 高速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：

查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽 计算：

所以安全。

⑤齿轮的圆周速度：

查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

2低速级大小齿轮的设计：

①材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。

低速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。

②查课本第166页表11-7得： 。

查课本第165页表11-4得： 。

故 。

查课本第168页表11-10C图得： 。

故 。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 ，取齿宽系数

计算中心距： 由课本第165页式11-5得：

取 则 取

计算传动比误差： 合适

齿宽： 则取

低速级大齿轮：

低速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽 计算：

安全。

⑤齿轮的圆周速度：

查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

八 减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果

箱座厚度

10

箱盖厚度

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册 6

轴承旁联结螺栓直径

M12

盖与座联结螺栓直径

=（0.5 0.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.4 0.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.3 0.4）

8

定位销直径

=（0.7 0.8）

8

， ， 至外箱壁的距离

查手册表11—2 34

22

18

， 至凸缘边缘距离

查手册表11—2 28

16

外箱壁至轴承端面距离

= + +（5 10）

50

大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内箱壁距离

>

10

箱盖，箱座肋厚

9

8.5

轴承端盖外径

+（5 5.5）

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

九 轴的设计：

1高速轴设计：

①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。

②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径 ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 所以查手册第9页表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。

因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。

段装配轴承且 ，所以查手册62页表6-1取 。选用6009轴承。

L3=B+ +2=16+10+2=28。

段主要是定位轴承，取 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。

装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：

查手册51页表4-1得：

得：e=5.9＜6.25。

段装配轴承所以 L6= L3=28。

2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96

作用在齿轮上的圆周力为：

径向力为

作用在轴1带轮上的外力：

求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：

由 得

N

N

求并绘制水平面弯矩图：

求F在支点产生的反力：

求并绘制F力产生的弯矩图：

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图：

考虑最不利的情况，把 与 直接相加。

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）

计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择 调质，查课本225页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：

因为 ，所以该轴是安全的。

3轴承寿命校核：

轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取

按最不利考虑，则有：

则 因此所该轴承符合要求。

4弯矩及轴的受力分析图如下：

5键的设计与校核:

根据 ，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于 在 范围内，故 轴段上采用键 ： ,

采用A型普通键:

键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得 查课本155页表10-10 所选键为：

中间轴的设计：

①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。

②根据课本第230页式14-2得：

段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取 ，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。

装配低速级小齿轮，且 取 ，L2=128，因为要比齿轮孔长度少 。

段主要是定位高速级大齿轮，所以取 ，L3= =10。

装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。

段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取 ，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。

③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94

作用在2、3齿轮上的圆周力：

N

径向力：

求垂直面的支反力

计算垂直弯矩：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）

计算危险截面处轴的直径：

n-n截面:

m-m截面:

由于 ，所以该轴是安全的。

轴承寿命校核：

轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取

则 ，轴承使用寿命在 年范围内，因此所该轴承符合要求。

④弯矩及轴的受力分析图如下：

⑤键的设计与校核：

已知 参考教材表10-11，由于 所以取

因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得

L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70

根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:

从动轴的设计：

⑴确定各轴段直径

①计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：

考虑到该轴段上开有键槽，因此取

查手册9页表1-16圆整成标准值，取

②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径 。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取 。

③设计轴段 ，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取 ，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215: 。

④设计轴段 ，考虑到挡油环轴向定位，故取

⑤设计另一端轴颈 ，取 ，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。

⑥ 轮装拆方便，设计轴头 ，取 ，查手册9页表1-16取 。

⑦设计轴环 及宽度b

使齿轮轴向定位，故取 取

,

⑵确定各轴段长度。

有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).

因为 ,所以

轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短

其它各轴段长度由结构决定。

（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116

求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：

径向力：

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

.m

求水平面的支承力。

计算、绘制水平面弯矩图。

求F在支点产生的反力

求F力产生的弯矩图。

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图。

考虑最不利的情况，把 与 直接相加。

求危险截面当量弯矩。

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）

计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择 调质，查课本225页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：

考虑到键槽的影响，取

因为 ，所以该轴是安全的。

（5）．轴承寿命校核。

轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取

按最不利考虑，则有：

则 ,

该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。

（6）弯矩及轴的受力分析图如下：

（7）键的设计与校核：

因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得

因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为:

装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得

因为L6=122初选键长为100,校核

所以所选键为: .

十 高速轴大齿轮的设计

因 采用腹板式结构

代号 结构尺寸和计算公式 结果

轮毂处直径

72

轮毂轴向长度

84

倒角尺寸

1

齿根圆处的厚度

10

腹板最大直径

321.25

板孔直径

62.5

腹板厚度

25.2

电动机带轮的设计

代号 结构尺寸和计算公式 结果

手册157页 38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm

十一.联轴器的选择：

计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。

十二润滑方式的确定：

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据

一、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

图1

1—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带

三、工作条件

该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）：320

运输带速度V（m/s）：0.75

滚筒轴转矩T（N•m）：900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张

2齿轮、轴零件图各一张

3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1. 运动简图和原始数据

2. 电动机选择

3. 主要参数计算

4. V带传动的设计计算

5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

6. 机座结构尺寸计算

7. 轴的设计计算

8. 键、联轴器等的选择和校核

9. 滚动轴承及密封的选择和校核

10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11. 齿轮、轴承配合的选择

12. 参考文献

七、设计要求

1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计

2. 在指定的教室内进行设计.

一. 电动机的选择

一、电动机输入功率

二、电动机输出功率

其中总效率为

查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。

Y132S-4(同步转速 ，4极)的相关参数

表1

额定功率 满载转速 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量

二. 主要参数的计算

一、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比

查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器 。

初分传动比为 ， ， 。

二、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则

1、各轴转速

2、各轴功率

3、各轴转矩

表2

项目 电机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ

转速

1440 576 135.753 62.706

功率

5.5 5.28 5.070 4.869

转矩

36.476 87.542 356.695 1038.221

传动比 2.5 4.243 3.031

效率 0.96 0.96 0.922

三 V带传动的设计计算

一、确定计算功率

查表可得工作情况系数

故

二、选择V带的带型

根据 ，由图可得选用A型带。

三、确定带轮的基准直径 并验算带速

1、初选小带轮的基准直径 。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径

2、验算带速

按计算式验算带的速度

因为 ，故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径

按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材表8-8，圆整得 。

4、确定V带的中心距 和基准直径

（1）按计算式初定中心距

（2）按计算式计算所需的基准长度

=1364mm

查表可选带的基准长度

（3）按计算式计算实际中心距

中心距的变化范围为 。

5、验算小带轮上的包角

6、计算带的根数

（1）计算单根V带的额定功率

由 查表可得

根据 和A型带，查表可得 、 、 。

故

（2）计算V带的根数Z

故取V带根数为6根

7、计算单根V带的初拉力的最小值

查表可得A型带的单位长度质量

应使带的实际初拉力 。

8、计算压轴力

压轴力的最小值为

四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

一、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选 ，由图10-26 ， 则有

②小齿轮传递转矩

③查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数

④查表10-6可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。

⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ，按计算式(10-12)得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表10-8可得动载系数 ，由表10-4查得 的值与直齿轮的相同，为1.419 ，

故载荷系数

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①、计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图10-28可得螺旋角影响系数 。

③查图可选取区域系数 ， ， 则有

④查表取应力校正系数 ， 。

⑤查表取齿形系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式(10-22)计算得

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取 ， 。

二、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选

②小齿轮传递转矩

③查表10-7可选取齿宽系数 , 查图10-26可选取区域系数 ， ， 则有

④查表可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。

⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ,于是得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表可得动载系数 ， ， ，

故载荷系数

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图可得螺旋角影响系数 。

③计算当量齿数

④查表可取齿形系数 ， 。

⑤查表可取应力校正系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式计算

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取 ， 。

五 轴的设计计算

一、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为d

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 与带轮相配合，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 ，根据装配关系，定

（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 ，故 ， 段挡油环取其长为19.5mm,则 。

（3） 段右边有一定位轴肩，故取 ，根据装配关系可定 ，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取 。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则

（5）计算可得 、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 ,大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.

求两轴承所受的径向载荷 和

带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

[注]图二中 通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线

同理

6 、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

7、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

8、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

9、弯矩图的计算

水平面： , N,则其各段的弯矩为：

BC段：

由弯矩平衡得M-

CD段：

由弯矩平衡得

铅垂面： 则其各段弯矩为：

AB段：

则

BC段：

则

CD段：

则

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表3

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

10、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

11、键的选择和校核

高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）

根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度： ,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键CGB/T 1096-2003

12、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

二、中间轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为

中速轴小齿轮上的三个力分别为

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：

故 用挡油环定位轴承，故 段右边有一定位轴肩，故 低速级小齿轮与箱体内壁距离为16 ,与箱体内壁距离为8 ，故左边挡油环长为24 ，则

（2）低速级小齿轮轮毂为95 ，即 取两齿面的距离为8 ，即

（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故 。 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55 ，故取

、 、 各有一定位轴肩，故依次可取

（4）计算可得

6、轴上零件的周向定位

低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。

其尺寸为 齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

7、求两轴承的计算轴向力 和

由齿轮中计算得，

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

算得

所以

8、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

9、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

10、弯矩图的计算

水平面： 。

AB段：

则 即

BC段：

则

CD段：

则

。

铅垂面：

AB段：

BC段：

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表4

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

11、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ， ，故安全。

12、键的选择和校核

一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

取键长 ，

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键GB/T 1096-2003

13、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径见365页……

三、低速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相配合，且对于直径 的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取 。并选取所需的联轴器型号

联轴器的计算转矩 ，查表可得，考虑到转矩变化小，故取

其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径 。

②查手册99页，选用 型弹性柱销联轴器L

③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为

故 左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，

则

④挡油环右侧用轴肩定位，故可取

⑤取齿面与箱体内壁距离 轴承座距箱体内壁距离为 。

用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮， 段应略短于轮毂宽度，故取 所以取

⑥齿轮左侧用轴肩定位，取 则 ，轴换宽度 ，取 。

⑦由装配关系可确定

⑧计算得 ， ， 。

6、轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 型 连接。轴与齿轮连接采用平键 ，L=70 ，齿轮轮毂与轴的配合为 。同样半联轴器与轴连接，采用键 。半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

7、轴上齿轮所受切向力 ，径向力 ，轴向力

， 。

8、求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

9、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

10、求轴承的当量动载荷 和

， 。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

因轴承运转载荷平稳，按表13-6， ，取

则 。

。

11、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

预期寿命 故合格

12、弯矩图的计算

水平面： , .

AB段：弯矩为0

BC段：

CD段：

铅垂面： , .

AB段弯矩为0

BC段:

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表5

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

13、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

14、键的选择和校核

选键型为普通平键（A） 根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 =25 ，高度 。取键长 。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力 ，取平均值 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触高度 ， 故选取键A： GB/T 1096-2003

7、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

六.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用 配合.

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计

A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果

箱座壁厚

10

箱盖壁厚

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册 6

轴承旁联接螺栓直径

M12

机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）

8

定位销直径

=（0.7~0.8）

8

， ， 至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4 34

22

18

， 至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4 28

16

外机壁至轴承座端面距离

= + +（8~12）

50

大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内机壁距离

>

10

机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径

+（5~5.5）

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

七. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H+

H=30 =34

所以H+ =30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

八、课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有

理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。

虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

参考文献

〔1〕濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001

.

〔2〕张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社， 2004.

[3] 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007.

[4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). 北京: 机械工业出版社,2006

机械设计课程

说明书

课题名称：带式运输机传动装置的设计

专业班级：2006级机制（中）1班

学生学号：0603070105

学生姓名：陈 明 伟

学生成绩：

指导教师：徐建生 教授

课题工作时间：2008.12.15至2008.01.02

武汉工程大学教务处

机械设计课程设计

-单级圆柱齿轮减速箱

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录

第一节：设计任务书……………………………………………………2

第二节：传动方案的拟定及说明………………………………………3

第三节：电动机的选择…………………………………………………5

第四节：计算传动装置的运动和动力参数……………………………6

第五节：传动件的设计计算……………………………………………8

第六节：轴的设计计算…………………………………………………20

第七节：滚动轴承的选择及计算………………………………………23

第八节：键联接的选择及校核计算……………………………………23

第九节；连轴器的选择…………………………………………………23

第十节：减速器附件的选择……………………………………………23

第十一节：润滑与密封…………………………………………………23

第十二节：设计小结…………………………………………………… 23

第十三节参考资料目录………………………………………………. 24

第一节 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中V带轮机展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简

图1—1

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

一般条件，通风良好，连续工作，近于平稳，单向旋转。

三． 原始数据

1.鼓轮的扭矩T（N/m）：460

2.鼓轮的直径D（mm）：380

3.运输带速度V（m/s）：0.8

4.带速允许偏差（％）：±5

5.使用年限（年）：8年，大修期3年

6.工作制度（班/日）：2

7.卷筒效率：∩=0.96

四．设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书一份

六． 设计进度

第一阶段：机械系统方案设计，(选择传动装置的类型)

第二阶段：机械系统运动，动力参数计算，（电动机的 选择，传动装置运动动力参数计算）。

第三阶段：传动零件的设计计算，（传动系统中齿轮传动等的设计计算）。、 第四阶段：减速器装配图的设计。（轴系结构设计————初定轴颈，轴承型号，校核减速器中间轴及其键的强度，轴承寿命，减速器箱体及其附件结构设计）。

第五阶段：减速器装配图，零件图设计，（在绘图纸上绘制减器正式装配图，减速器中间轴及其中间轴上大齿轮的零件图）。

第六阶段：编写设计说明书。

第二节 传动方案的拟定及说明

一、 初拟三种方案如右图（图1—2、图1—3、图1—4）

图1—1

图1—1

图1—3

二、 分析各种传动方案的优缺点

方案a传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的 寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

方案b 传动比大，齿轮及齿轮箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好。

方案c传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

第三节 电动机的选择

一． 电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：连续、载荷近于平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

二． 电动机容量的选择

1. 工作机所需功率Pw 。

由已知条件运输带速度（0.8m/s），鼓轮直径（380㎜） 得：

2. 电动机的输出功率

传动装置中的总效率 式中 ， ………为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2—4（参考文献2）查得：闭式斜齿圆柱齿轮传动效率 ；滚动轴承（一对）的传动效率为 ；弹性联轴器的传动效率 ；卷筒效率 ；V带传动效率 ；卷筒滑动轴承的效率 。

3. 确定电动机的额定功率

根据计算出的电动机的功率 可选定电动机的额定功率

4. 电动机转速的选择及型号的确定

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机的转速的可选范围。由表2—1（参考文献2 P4）查得V带传动常用的传动比范围 单级圆柱齿轮常用的传动比范围 。则电动机的转速可选范围为

可见同步转速为750r/min,1000r/min,和1500r/min的电动机均符合，这里初选同步转速为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下 （表1）

方案 电动机型号 额定功率（KW） 电动机转速 电动机质量（kg） 传动装置的传动比 参考比价

同步 满载 总传动比 V带 高速级 低速级

1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87

2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的数据可知两个方案均可行，但方案1参考比较较低，质量小，较方案2经济，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L2—4,转速1500r/min..

三、电动机的技术数据和外形及安装尺寸

由表20—1表20—2查出Y100L1—4型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录如下：（参考文献2 P197）

（表2）

电动机型号 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L

4极 4极 4极 4极 4极

Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四节 计算传动装置的运动和动力参数

一、 传动装置的总传动比及其分配各级传动比

1．计算总传动比

由电动机的满载转速( )和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比为：

2．合理分配各级传动比

先试选皮带轮传动比 ,减速箱是展开式布置，为使两级大齿轮有相近的浸油深度，告诉级传动比 和低速级传动比 可按下列方法分配。

有 ，可取 ， ， 。

二．计算传动装置的运动和动力参数

如图各轴编号分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ。如图1—5

图1—5

1. 计算各轴转速

图1—5，所示传动装置中各轴的转速为

2. 计算各轴输入功率

各轴的输入功率为

式中： ——电动机与Ⅰ轴之间V带传动效率。

——高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率。

——低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。

3. 计算各轴输入转矩

图1—5所示传动系统中各轴转矩为

4. 将以上结果整理后列表如下

（| （表3）

项目 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 滚筒滑动轴Ⅳ

转速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220

功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603

转矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706

传动比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1

效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五节 传动件设计计算

一．V带传动的设计计算（参考文献1）

由已知条件电动机功率P=3KW ，转速n1=1420r/min ，传动比 i=3 ，每天工作8小时，两班制，要求寿命8年。

试设计该V带传动。

1. 计算功率 。

由表8----7工况系数 ,故：

2. 选择V带的带型。

根据 ， .由图8----11选用A型。

3. 确定带轮的基准直径 ，并验算带速v。

(1)初选小带轮基准直径，查表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 .

(2)验算带速V, 因为3<v<5m/s,故合适。

(3)计算大带轮大基准直径。

根据式8-15a，

根据表8-8，圆整为280mm。

4. 确定V带的中心距a和基准长度 。

(1) 根据式8-20，初定中心距

(2) 由式8-22，计算基准直径。

由表8-2选基准长度

(3) 验算小带轮的包角 。

6.计算带的根数Z.

（1） 计算单根v带的额定功率pr

△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，

于是

（2）计算V带的根数z

Z=取4根V带。

7计算单根V带的拉力最小值

由表8-3得A型V带的长度质量为0.1kg/m所以

应使带的实际初拉力》

8计算压轴力Fp

9.带轮结构设计

材料HT200,A型，根数Z=4,长度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,

图1-6

二．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

有以上计算得，输入功率Pi=2.88kw,小齿轮转速n1=473.33r/min

齿数比u=i12=3.678.

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3.678=88.272

取Z282齿轮；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt

确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt=1.5

(2)计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM.

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）

N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108

N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107

（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948；KHN2＝0.99

（8） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa

[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = 43.469mm

（2） 计算圆周速度

v= = =1.0733m/s

（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm

mnt 1.7574

h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm

b/h=43.469/3.9542=10.993

(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.0773m/s,7级精度，由

10—8查得动载系数KV=1.05； KHα=KHβ=1

查表10-2得 KA=1.0、

查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1.418

由b/h=10.993, KHβ=1.418插图10-13得KFβ=1.38

固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）

d1= =44.7613mm

（7） 计算模数mn

mn =

3．按齿根弯曲强度设计

由式m≥

1） 确定计算参数

（1） 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。

（2） 由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.98

(3)查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。

（4）计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4

[σF1]= = =361.429Mpa

[σF2]= = =280Mpa

(4) 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939

（5） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186

（6） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787

（7） 计算大小齿轮的 并加以比较

= =0.01147

= =0.01395

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =1.3005mm

就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44.7613mm

则

z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，

取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齿

4．几何尺寸计算

(1)计算中心距

a= = =105.123mm

将中心距圆整为105mm

(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。

d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm

d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm

(4)计算齿宽

1*44.781=44.781mm

圆整后取B2=45mm,B1=50mm.

三．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

有以上计算得，输入功率Pi=2.766kw,小齿轮转速n1=128.693r/min

齿数比u=i12=3.

2． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3=72

取Z72齿轮；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt

确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt=1.5

(2)计算小齿轮的转矩。T1=2.0526*105NM.

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）

N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108

N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107

（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0.99

（8） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa

[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = 55.974mm

（2） 计算圆周速度

v= = =0.3772m/s

（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm

mnt 2.263

h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm

b/h=55.974/5.0917=10.993

(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.3772m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1

查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10.993, KHβ=1.4206插图10-13得KFβ=1.399

固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）

d1= =57.303mm

（7） 计算模数mn

mn =

3．按齿根弯曲强度设计

由式m≥

1） 确定计算参数

1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。

2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1

3.查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。

4 计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4

[σF1]= = =380.679Mpa

[σF2]= = =285.714Mpa

5 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585

（6） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236

（7） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734

（8） 计算大小齿轮的 并加以比较

= =0.01089

= =0.01357

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =1.982mm

就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57.303mm

则

z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，

取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齿

4．几何尺寸计算

(1)计算中心距

a= = =127.8mm

将中心距圆整为128mm

(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。

d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm

d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm

(4)计算齿宽

1*64=64mm

圆整后取B2=65mm,B1=70mm.

四齿轮设计计算结果列表：．表1--4

齿轮

参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4

mn(mm) 1 1 2 2

d(mm) 44.781 165.225 192.01

b(mm) 45 50 65 70

z 29 107 31 93

a（mm）圆整 105 128

材料 45Gr 45 45Gr 45

精度等级 IT7

六 轴的设计计算

一．中间轴的设计：

1.初选轴的材料为45号钢。查表15-3可知A0=112，最小直径为：

mm

由于此轴上要安装两个齿轮，且直径都较大，固按强度准则需加大轴的直径为0.7%/键。则最小直径d=31.140 由于最小直径地方是安装轴承的，而为了使安装齿轮的地方强度足够，应适当的加大开键槽段的轴径。固取安装轴承的地方为35mm，需根据轴承的标准系列选用。

2.轴的结构设计

（1）拟定轴上的装配方案

图四

(1) 如上图，轴上的零件分别为轴承，封油盘，小齿轮，大齿轮，封油盘。

① 径向尺寸的确定

左端1-2段选用的角接触球轴承为7307c，轴径为35mm，2-3段安装齿轮，为达到强度取42mm（也是轴承的安装定位尺寸），3-4段为一轴肩为达到齿轮定位齿轮的强度，取52mm，4-5段为了便于加工取同样直径段42mm，5-6段安装轴承同右边，按标准为35mm。

② 轴向尺寸的确定

由于齿轮2和齿轮一是要啮合的，且齿轮一的宽度比齿轮二宽5mm，平均分配到两边，又由于所有安装的轴承的内圈必须在同一直线上，所以二轴的1-2段的距离减去轴承的宽度应等于一小齿轮轮毂宽减去2-3段长度加封油盘的 宽度。3-4段为一轴肩，距离取12.5mm4-5d段为齿轮3的宽度-2.5mm=41mm；5-6段的距离等于支撑的距离加封油盘的距离14+12=49mm。轴二的轴向尺寸确定后，轴一的部分尺寸也可以确定了。

③ 轴上零件的周向定位

齿轮2和3用两个键槽固定，根据轴的直径，查表14-1取标准，键槽为 ，键槽宽为12mm长为50mm，32mm。轴承不需考虑。

④ 轴上零件的轴向固定

左端轴承右端用封油盘固定，左端用端盖固定；齿轮2右端由封油盘固定，左端由轴肩固定；齿轮3左端用轴肩固定，右端用封油盘固定；右端轴承左端用封油盘固定，右端用端盖固定。

二． 高速级轴：

1．经过计算高速级的小齿轮，其x 2.5m；也就是说从键槽的顶端到齿根圆直径的距离小于2.5倍的模数，根据 要求将其做成齿轮轴。具体计算如下：

初选轴的材料为40Cr,调质处理。查表15-3可知，A0=112.最小直径为：

mm

由于安装带轮的地方需要开一键槽，固最小直径必须加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm为了和带轮相配合，取最小处直径为22mmm。

2.轴的结构设计

（1）拟定轴上的装配方案

图三

如上图，轴上共装有三个零件，一个带轮，两个轴承。

①径向尺寸的确定

为了满足带轮的安装要求，7-8段右端必须制出一轴肩，所以6-7段的直径d2-2=28mm，在轴的3-3段需安装一个轴承，根据计算，该处的轴承圆锥滚子轴承为30306，其内径为30mm，右端有一 当油盘并与一轴肩配合，更具轴承的安装定位尺寸可知为37mm，所以当油盘右端的轴肩为37mm，3-4段为小齿轮，其宽度为50mm，2-3段五任何零件安装，，便于加工取37mm，1-2段也需一轴承支撑，因为轴承一般配对使用，也用30306轴承，内径为35mm。

②轴向尺寸的确定

7-8段为了安装带轮，带轮的宽度是60mm固取60mm，6-7段五严格要求初取50mm，5-6段要安装一轴承宽度为20.75mm，在加上一当油盘，宽度为14mm，总长为34.75mm，2-3段单独不可确定，必须与另外亮根轴相配合后才能定其长度，5-5段是加工齿轮的宽度为50mm， 1-2段和5-6段情况一样，尺寸也一样为30mm。

③轴上零件的周向定位

带轮出用一键槽，根据轴的直径和长度查表14-1，取标准，键槽为c6*6，键槽宽为6mm长为100mm。轴承不需考虑。

④轴上零件的轴向固定

7-8-段为一带轮，左端需用一轴肩固定，6-7段安装轴承，其右端轴肩固定，但是由于轴承的是用润滑脂润滑的，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。于是轴承便由封油盘固定内圈，由端盖固定外圈。1-1段和5-6段一样处理。

三 低速级轴的设计

三轴的材料为45号钢，A0=112，最小直径为：

其上要开键槽，固需加大轴的直径。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。

具体尺寸设计计算省略。

四 轴的强度校核

通过对以上三根轴的强度进行计算和分析，均达到了强度要求。

具体计算省略。

第七节滚动轴承的选择

一 滚动轴承的选择：

通过以上计算出了三根轴的最小直径分别为d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面计算出了每根轴所受到的力矩分别为T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.

由于减速箱使用的是两级齿轮传动，总传动比为35.4，但是外面用了一V带传动，分取了3个传动比，固减速其内部就只有35.4/3=11.8.再将11.8分给两级齿轮，则每一级的传动比就减小了许多，因此三根轴所受到了轴向力就不大，但齿轮较大，轴上零件安装的较多，径向力就较大，根据轴承的类型和各自的特性，本减速器选用了既可以承受较大径向力又可承受较大轴向力的角接触球轴承和圆锥滚子轴承。

一轴选用圆锥滚子轴承30306，二轴选用角接触球轴承7607c，三轴选用圆锥滚子轴承30311.尺寸如下表：

轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷（KN） 额定静载荷(KN)

d D B D1 D2 ra

GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5

GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8

GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七节 键的选择

本减速器共用键连接5个，分别是中间轴两个，低速轴一个，高速机接带轮处一个，输出轴接联轴器一个。

高速轴 C6×6×45 中间轴 A12×8×32头）A12*8*50低速轴 A18×11×45 C14*9*70由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压力为 ，所以上述键皆安全。

第九节 连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84）其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩 1250nm

轴孔直径48mm ，

轴孔长 112mm，

第八节 减速器附件的选择

1.通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5

2.油面指示器

选用游标尺M16

3.起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

4放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

润滑与密封

第九节 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

第十节 密封方法的选取

选用嵌入式缘式端盖易于制造安装，密封圈型号按所装配轴的直径确定为

21*32*3.5 54*71*7摘自（FZ/T92010-91）

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一节 设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的

第十二节 参考目录

《机械设计》第八版 濮良贵 高等教育出版社

《机械设计 课程设计》 王昆 高等教育出版社

《机械原理》第七本 孙恒 高等教育出版社

《机械制造技术基础》 赵雪松 华中科技大学出版社

《机械基础》倪森寿高等教育出版社

《机械制图》第四版 刘朝儒 高等教育出版社

《机械设计简明手册》杨黎明 国防工业出版社

《AUTOCAD机械制图习题集》 崔洪斌 清华大学出版社

三轴结构的发动机具有更好的气动稳定性，不需要可变进口导流叶片和可调静子叶片。采用三轴结构时，由于其采用固定的静子叶片角度，而省掉了其调节装置，简化了控制系统。因此三轴发动机拥有良好的启动性能。对于三轴发动机来说，有三个转速可以调节，通过三个转速的设定可以获得期望的性能。[2]

中文名

三轴式发动机

外文名

Three-axis engine

简称

三轴发动机

快速

导航

技术优势性能计算未来发展

结构特点

三轴发动机的结构布局使得涡轮机械部件能够选取最佳的工作转速运转，因此减少了零件数目，最终降低了单位成本。此外，这种结构布局还使发动机在较低的涡轮进口温度条件下能达到较高的推力级，因此发动机的热端寿命更长。[1]

一台长度短的发动机具有刚性的承载轴承结构，由此可以减少转子/静子间的偏心率，从而使间隙更小，性能保持更好，进一步增加了发动机的热端寿命，减少了燃料的消耗量。[1]

技术优势

太体上说，三轴涡扇发动机的气动力特性和效率优于可比的双轴发动机，其结果是三轴涡扇发动机比双轴涡扇发动机的尺寸短，结构简单，结实可靠，便于使用和推护。三轴设计与双轴设计的具体差异如下。

在压气机方面，这两种设计的压气机均须满足16：1的压比要求，双轴发动机的风扇和增压器装在同一轴上，增压器只能与风扇以相同的低速运转，因而限制了压力的升髙。高压压气机要达到10：1的扭比、负载很大、须用多级压气机，其中有些级须是可调的

一、 课程设计的目的

1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去

分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。

2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。

3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。

二、 已知条件

1、展开式一级圆柱斜齿轮减速器产品。

3、动力来源：电压为380V的三相交流电源。

4、原始数据 在任务书上。

5、使用期：10年，每年按365天计。

三、 工作要求

1、画减速器装配图一张（A0图纸）；

2、零件工作图二张（传动零件、轴、等等）；

3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；

4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；

5、设计说明书一份。

四、 结题项目

1、检验减速能否正常运转。

2、每人一套设计零件草图。

3、减速器装配图：A0；每人1张。

4、零件工作图：A3；每人2张、齿轮和轴各1张。

5、课题说明书：每人1份。

五、 完成时间 共4周

参考资料

【1】、《机械设计》张策 主编 机械工业出版社出版；

【2】、《机械设计课程设计》 陆玉 主编 机械工业出版社出版；

【3】、《机械制图》刘小年 主编 机械工业出版社出版；

【4】、《课程设计图册》编 高等教育出版社出版；

计 算 及 说明 结 果

一、 减速器结构分析

分析传动系统的工作情况

1、传动系统的作用：

作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。

2、传动方案的特点：

特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。

3、电机和工作机的安装位置：

电机安装在远离高速轴齿轮的一端；

工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。

图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

计 算 及 说明 结 果

二、 传动装置的总体设计

（一）、选择电动机

1、选择电动机系列

按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。

2、选电动机功率

（1）、传动滚筒所需有效功率

（2）、传动装置总效率

（3）、所需电动机功率

3、确定电动机转速

型 号 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2

额定功率KW 15 15 15 15

电机满载荷 转速 转/分 1460 970 730 293

滚筒转速 转/分 38.2 38.2 38.2 38.2

总传动比 39.20 25.39 19.11 76.72

2 2 2 2

19.60 12.70 9.55 38.35

由此比较，应选Y160L－4，结构紧凑。由文献[2]表2.10－2选取电动机的外形及安装

尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，轴伸长E＝110㎜。

4、传动比分配

（1）、两级齿轮传动比公式

（2）、减速器传动比

5、运动条件及运动参数分析计算

计 算 及 说明 结 果

（二）、定V带型号和带轮

1、工作情况系数

由文献【1】由表11.5得

2、计算功率

3、选带型号

由文献【1】表11.15 选取B型

4、小带轮直径

由文献【1】 表11.6 选取

5、大带轮直径

6、大带轮转速

7、验算传动比误差

取B型

计 算 及 说明 结 果

（1）、理论传动比

（2）、实际传动比

（3）、传动比误差 合适

（4）、验算带转速合适

8、计算带长

（1）、求

（2）、求

（3）、初取中心距

（4）、带长

（5）、基准长度

9、求中心距和包角

（1）、中心距

（2）、小带轮包角

计 算 及 说明 结 果

10、求带根数

（1）、传动比 由表11.8

由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10

（2）、带根数

11、求轴上载荷

（1）、张紧力

（由表11.4 q=0.10kg/m）

（2）、轴上载荷

12、结构设计

小带轮 ； 大带轮

（三）、高速轴齿轮的设计与校核

1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理

选大齿轮：45钢，调质处理

2、初步计算

（1）、转矩

（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取

（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c

取z=5根

计 算 及 说明 结 果

由文献【1】由表12.16，取

（4）、确定中心距

3、配凑中心距

取 合适

（1）、核算

由文献【1】表12.3取 ；

（2）、验算

所以取

4、接触强度校核

（1）、圆周速度V

（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度

（3）、使用系数 由表12.9知：

（4）、动载系数 由图12.9知： =1.12

（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：

8级精度

=1.12

计 算 及 说明 结 果

由上所得：

（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11

(7)、载荷系数

（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12

（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16

（10）、重合度系数

（11）、螺旋角系数

（12）、接触最小安全系数

（13）、总工作时间

（14）、应力循环次数

=1.708

=2.114

=3.822

=

=2.06

=1.48273

=3.989

=0.765

=0.988

计 算 及 说明 结 果

（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18

（16）、许用接触应力 及验算

计算结果表明，接触疲劳强度足够

5、弯曲疲劳强度验算

（1）、齿数系数

（2）、应力修正系数

（3）、重合度系数

（4）、螺旋角系数

（5）齿间载荷分配系数

=

=0.69

=0.897

计 算 及 说明 结 果

（6）、齿向载荷分布系数

（7）、载荷系数

（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得

（9）、弯曲最小安全系数

（10）、应力循环系数

（11）、弯曲寿命系数

（12）、尺寸系数

（13）、许用弯曲应力

（14）、验算

6、几何尺寸计算

K=3.71

=367MPa

=350MPa

=154MPa

=149MPa

计 算 及 说明 结 果

（四）、中间轴齿轮的设计与校核

1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理

选大齿轮：45钢，调质处理

2、初步计算

（1）、转矩

（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取

（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c

由文献【1】由表12.16，取

（4）、确定中心距

3、配凑中心距

取 合适

（1）、核算

由文献【1】表12.3取

计 算 及 说明 结 果

（2）、验算

所以取

4、接触强度校核

（1）、圆周速度V

（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度

（3）、使用系数 由表12.9知：

（4）、动载系数 由图12.9知： =1.10

（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：

（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11

(7)、载荷系数

（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12

8级精度

=1.10

=1.4

=1.703

=2.00

=3.703

=

=1.51

=3.14

计 算 及 说明 结 果

（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16

（10）、重合度系数

（11）、螺旋角系数

（12）、接触最小安全系数

（13）、总工作时间

（14）、应力循环次数

（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18

（16）、许用接触应力 及验算

计算结果表明，接触疲劳强度足够

5、弯曲疲劳强度验算

（1）、齿数系数

（2）、应力修正系数

=0.766

=0.989

=

计 算 及 说明 结 果

（3）、重合度系数

（4）、螺旋角系数

（5）齿间载荷分配系数

（6）、齿向载荷分布系数

（7）、载荷系数

（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得

（9）、弯曲最小安全系数

（10）、应力循环系数

（11）、弯曲寿命系数

（12）、尺寸系数

（13）、许用弯曲应力

=0.694

=0.9

K=3.14

=367MPa

=350MPa

计 算 及 说明 结 果

（14）、验算

6、几何尺寸计算

（五）、高速轴的设计与校核

1、选 材

C=102

2、初估直径 轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圆整取d=30㎜

3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：

4、强度校核

（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）

（2）、齿轮上作用力

=171MPa

=165MPa

（3）、水平支反力 从上到下第二幅图

（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图

（5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：

（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为： 291020N•㎜

168177N•㎜，117150N•㎜

（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为： 295772N•㎜，259900N•㎜

286544N•㎜

（8）、绘扭矩图 第七幅图

（9）、求当量弯矩

计 算 及 说明 结 果

（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II

（六）、高速轴轴承校核

1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为：

D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN

（七）、中间轴的设计与强度校核

1、选 材

C=112

2、初估直径 圆整d=50㎜

计 算 及 说明 结 果

3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：

4、强度校核

（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）

（2）、齿轮上作用力

（3）、水平支反力 从上到下第二幅图

（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图

（5）、绘水平弯矩图 第三幅图；（如下所示）

（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图（如下所示）

（7）、合成弯矩图 第六幅图（如下所示）

（8）、绘扭矩图 第七幅图 （如下所示）

（9）、求当量弯矩

（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，危险截面B

计 算 及 说明 结 果

（八）、中间轴轴承校核

1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6310。D＝110mm

B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN

说明书在此如要图，请回复留言！

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：

轴段1：L1= （根据大带轮宽确定的）

轴段2：L2= m+e+螺钉头部厚度+5~10

轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定

轴段4：L4=结构确定

轴段5：L5=小齿轮齿宽

轴段6：L6=结构确定

轴段7：L7＝轴承宽度B+结构确定

扩展资料：

一、减速器轴按承受载荷的情况可分为：

1、转轴

既支承传动件又传递动力，承受弯矩和扭矩两种作用。我们实测的减速器中 的轴就属于这种轴。

2、 心轴

只起支承旋转机件的作用而不传递动力，即只承受弯矩作用。

3、传动轴

主要传递动力，即主要承受扭矩作用。

二、减速器使用方法：

1、在运转200~300小时后，应进行第一次换油，在以后的使用中应定期检查油的质量，对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期连续工作的减速机，按运行5000小时或每年一次更换新油，长期停用的减速机，在重新运转之前亦应更换新油。

减速机应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用，牌号相同而粘度不同的油允许混合使用；

2、换油时要等待减速机冷却下来无燃烧危险为止，但仍应保持温热，因为完全冷却后，油的粘度增大，放油困难。注意：要切断传动装置电源，防止无意间通电；

3、工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时应停止使用，检查原因，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转；

4、用户应有合理的使用维护规章制度，对减速机的运转情况和检验中发现的问题应作认真记录，上述规定应严格执行。

参考资料来源：机械设计手册

参考资料来源：百度百科-齿轮轴

参考资料来源：百度百科-单级减速机

变速器

CM51和CM52这两款变速器，均采用目前处于行业领先水平的6速手动变速器技术，可分别搭载柴、汽油机型。

CM51变速器

产品特点介绍：CM51变速器是长城汽车传动事业部自主开发的变速器产品，该产品为一款匹配4D20柴油发动机的6速手动变速器。最大承载扭矩可达310N?m。该产品主要由齿轮、轴、轴承、同步器、换挡件、壳体等零部件共同组成，采用双中间轴、全同步器结构。

优点：平稳、噪声低、寿命长。换挡吸入感清晰。

CM52变速器

产品特点介绍：CM52变速器是长城汽车传动事业部自主开发的变速器产品，该产品为一款匹配4G15B汽油发动机的6速手动变速器。最大承载扭矩可达210N?m。该产品采用双中间轴结构设计，壳体采用高压铝合金材质，各挡齿轮均采用斜齿轮细高齿设计。

优点：运转平稳、噪音低，传动效率高，换挡轻便顺畅。

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